Tài liệu Hướng dẫn đồ án phanh

Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 1 Chương 3: Thiết kế hệ thống phanh ôtô Mục đích của việc tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô là nhằm xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh và hệ thống điều khiển của hệ thống phanh trên ôtô sao cho hiệu quả phanh là cao nhất có thể. Để thực hiện được mục đích này, nội dung thiết kế bao gồm việc tính toán và phân tích để xác định kiểu, loại và kích thước các bề mặt ma sát của cơ cấu phanh, xác định kiểu/loại và kích thước của cơ cấu ép, xác định kiểu/loại và kích thước của hệ thống điều khiển nhằm bảo đảm các yêu cầu của hệ thống phanh trang bị trên ôtô. 1. TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH: 1.1. Mô-men phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh : Để bảo đảm hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà các bánh xe không bị trượt thì trước hết cơ cấu phanh ở các bánh xe phải có khả năng tạo ra mô-men phanh lớn nhất được xác định bằng: Mbx = Gbx.bx.Rbx (1.1) trong đó : Gbx : Trọng lượng bám của bánh xe khi phanh, [N]. bx : Hệ số bám giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh. Rbx : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe; lấy theo số liệu cho trước của đề bài, hoặc tra bảng về bán kính thiết kế Rtk theo kí hiệu lốp mà nhiệm vụ thiết kế đã cho, rồi tính bán kính Rbx theo công thức kinh nghiệm như sau: Rbx = Rtk.b (1.2) ở đây b là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp khi làm việc so với bán kính thiết kế; và có thể được chọn theo số liệu kinh nghiệm như sau: + Với lốp áp suất thấp: pl = (0,08  0,5) [MN/m2] thì b = 0,930  0,935 + Với lốp áp suất cao: pl > 0,5 [MN/m2] có thể chọn b = 0,945  0,950 Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 2 Hệ số bám bx giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh phải là “giá trị lớn nhất có thể có” nhằm nâng cao hiệu quả hệ thống phanh. Tuy nhiên hệ số bám không được chọn lớn quá giá trị giới hạn mà tại đó khi phanh bánh xe có thể bắt đầu bị trượt lết hoàn toàn. Nếu vượt quá giới hạn thì các bánh xe bị trượt lết, bánh xe sẽ bị mất dẫn hướng và do đó xe dễ bị lệch khỏi hướng chuyển động; xe có thể bị xoay và quay đầu xe, thậm chí có thể bị lật xe rất nguy hiểm. Hệ số bám bx giữa lốp với mặt đường của bánh xe thường được xác định bằng thực nghiệm. Với các kiểu lốp hiện nay, trên các loại đường nhựa hoặc bêtông tốt và khô ráo thì hệ số bám lớn nhất max có thể đạt đến giá trị 0,750,85. Tuy vậy hệ số bám hình thành giữa lốp với mặt đường trong quá trình phanh bị thay đổi theo trạng thái và độ trượt  giữa lốp với mặt đường (hình 1.1). Trên hình 1.1 thể hiện quan hệ giữa hệ số bám  và độ trượt tương đối giữa lốp với mặt đường . Giá trị cực đại của hệ số bám đạt được khi trị số độ 0 ,8 trượt tương đối  khoảng 25%. Khi độ 0 ,6 trượt tương đối  đạt đến giới hạn 0 ,4 0 ,2  0 20 40 60 80 100 Hình 1.1 : Quan hệ giữa hệ số bám  và độ trượt tương đối . trượt 100% bên trái (lốp bắt đầu có xu hướng bị trượt hoàn toàn) thì hệ số bám giảm khoảng 20% - 25% so với giá trị cực đại của nó. Vượt qua giới hạn này thì lốp sẽ trượt hoàn toàn và gây nguy hiểm cho xe. Vì vậy khi chọn hệ số bám bx để tính toán thiết kế cho hệ thống phanh phải xét đến khả năng bám của các bánh xe đối với mặt đường. Khả năng bám lớn nhất của các bánh xe đối với mặt đường phụ thuộc vào khả năng điều chỉnh về độ trượt của bánh xe so với mặt đường của hệ thống phanh được thiết kế. Với hệ thống phanh có trang bị hệ thống kiểm soát và điều chỉnh độ trượt bánh xe (xe có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS – Anti-lock Brake System, hay trang bị hệ thống phanh điều khiển điện tử EBS - Electronic Brake Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 3 System) thì hệ số bám có thể đạt đến giá trị cực đại; tức là bx  max = 0,75  0,85 ứng với độ trượt tương đối  = 20%  30% (hình 1.1). Ngược lại, với hệ thống phanh thông thường; không có khả năng điều chỉnh độ trượt giữa lốp và mặt đường thì hệ số bám khi phanh chỉ có thể đạt bx  (0,750,80)max  0,560,68. Trong công thức (1.1) thì trọng lượng bám ở mỗi bánh xe Gbx chính bằng phản lực pháp tuyến Zi tại bánh xe khi phanh (hình 1.2). Khi ôtô được phanh khẩn cấp với tốc độ bất kỳ cho đến khi dừng hẳn (v = 0) thì gia tốc phanh sẽ đạt cực đại và sẽ được xác định từ phương trình cân bằng lực quán tính lớn nhất khi phanh Pj như được thể hiện trên hình 1.2. v Pw O hg Pj Ga O1 P1 Z1 P2 b a O2 Z2 Lo Hình 1.2: Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên ôtô khi phanh. Viết phương trình cân bằng mô-men lần lượt đối với tâm O1 và O2 ta có: Gbx1 = Ga 2L o J   b  h g pmax g  Gbx2 = Ga 2L o J    a  h g pmax  g      (1.3) (1.3b) trong đó Ga là trọng lượng toàn bộ của xe thiết kế [N], giá trị này được lấy (hoặc tính) theo số liệu đã cho của nhiệm vụ thiết kế; Jpmax là gia tốc chậm dần cực đại khi phanh và g là gia tốc trọng trường [m/s2]; hg là chiều cao trọng tâm xe và Lo là Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 4 chiều dài cơ sở của xe thường được cho trước theo đề bài. Còn a và b là khoảng cách tính từ trọng tâm O đến các trục bánh xe trước và sau [m]. Chú ý trong hai công thức (1.3) thì số 2 là hệ số tính cho mỗi vị trí lắp bánh xe trên mỗi trục (theo sơ đồ tính ở hình 1.2); nếu xe có cầu kép (kiểu công thức bánh xe 6x4 hoặc 8x4) với hai trục sau hoặc hai trục trước giống nhau hoàn toàn về phương diện liên kết và chịu tải đối với khung xe thì thay số 2 bằng số 4 (có bốn cơ cấu phanh ứng với 4 vị trí lắp bánh xe – không phân biệt lốp đơn hay kép). Tại thời điểm ôtô thực hiện phanh vừa dừng hẳn (v = 0), từ phương trình cân bằng lực suy ra gia tốc phanh cực đại được xác định gần đúng bằng: Jpmax  bx.g (1.4) hay bx  Jpmax/g là hệ số bám giữa lốp với mặt đường khi phanh; nó cũng chính là giá trị đặc trưng cho lực phanh riêng (lực phanh lớn nhất có thể đạt được tính trên mỗi đơn vị trọng lượng ở mỗi vị trí lắp bánh xe - có tài liệu còn gọi là cường độ phanh). Để ý rằng trong thực té thì hệ số bám khi phanh bx tại mỗi vị trí bánh xe có thể là khác nhau; tuy nhiên nếu thừa nhận rằng tất cả các lốp trước/sau của ôtô đều như nhau về kích thước, về hoa lốp, về biến dạng và có cùng trạng thái tiếp xúc với mặt đường khi phanh thì có thể coi hệ số bám của chúng là bằng nhau và đều bằng bx. Lúc này các phương trình ở (1.3) có thể được viết lại: Gbx1 = Ga b  h g bx  2L o (1.5) Gbx2 = Ga a  h g bx  2L o (1.5b) Khi đó mô-men phanh yêu cầu của mỗi cơ cấu phanh ở các bánh xe trước được xác định bằng: Mbx1 = Pbx1.Rbx1 = Gbx1.bx.Rbx1 Mbx1 = Ga b  h g bx  .bx.Rbx 2L o (1.6) (1.6b) Và mô-men phanh ở bánh xe sau: Mbx2 = Pbx2.Rbx2 = Gbx2.bx.Rbx2 (1.6c) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 5 Mbx2 = Ga a  h g bx  .bx.Rbx 2L o (1.6d) Trong đó Pbx chính là lực phanh yêu cầu ở mỗi cơ cấu phanh bánh xe và được xác định bằng: Pbx1 = Gbx1.bx = Ga b  h g bx  .bx 2L o (1.7) Pbx2 = Gbx2.bx = Ga a  h g bx  .bx 2L o (1.7b) Chú ý: các khoảng cách a, b có thể được cho trước theo yêu cầu của đề bài xe thiết kế hoặc được tính thông qua trọng lượng phân bố trên trục trước Ga1, trục sau Ga2 (được cho trước theo nhiệm vụ thiết kế) như sau. Ga2.Lo - Ga.a = 0 (1.8) a + b = Lo (1.8b) Cũng vậy, chiều cao trọng tâm xe hg thường được cho trước theo đề bài thiết kế hoặc có thể tính gần đúng theo chiều rộng cơ sở Bo theo công thức kinh nghiệm sau (đối với xe vận tải hàng hóa cũng như hành khách): hg  (0,60,8).Bo (1.9) Riêng xe con (xe du lịch) do được thiết kế với sàn xe thấp nhằm nâng cao tính ổn định khi chạy với tốc độ cao, nên chiều cao trọng tâm có thể lấy bằng một nửa chiều rộng cơ sở B, tức là hg = 0,5.Bo 1.2. Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe: Thực tế mô-men phanh sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh được lắp đặt ở các bánh xe của ôtô. Cơ cấu phanh ở các bánh xe có nhiều kiểu/loại và vì vậy nói chung trên một chiếc xe có thể có các cơ cấu phanh khác nhau đối với các trục bánh xe trước và trục bánh xe sau. Ngay cả khi kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích thước cụ thể vẫn có thể khác nhau tùy theo mô-men phanh yêu cầu phân bố trên các trục như đã trình bày ở mục 1.1 nêu trên. Vì vậy, để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính toán đánh giá tỷ số phân bố mô-men phanh (hay lực phanh) lên trục trước và trục sau theo hệ số phân bố lực phanh K12 như sau: Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 6 K12 = M bx1 Pbx1 (b  h g bx )   M bx2 Pbx2 (a  h g bx ) (1.10) Tùy theo giá trị của hệ số phân bố lực phanh K12 và dựa vào đặc điểm các kiểu cơ cấu phanh để chọn kiểu/loại cơ cấu phanh cho hợp lý.  Với xe vận tải, thông thường có sự phân bố tải trọng tĩnh lên cầu trước và cầu sau theo tỷ lệ trung bình tương ứng vào khoảng 30% và 70%. Khi phanh có sự phân bố lại tải trọng; làm tăng tải phân bố lên cầu trước đồng thời giảm tải phân bố lên cầu sau và được xác định cụ thể theo các công thức (1.6) và (1.7) đã chỉ ra. Trong thiết kế, cố gắng phân bố trọng lượng sao cho khi phanh hiệu quả, thì hệ số phân bố lực phanh K12 thường dao động quanh giá trị một đơn vị (K12  1). Với giá trị đó thì các cơ cấu phanh ở trục trước và trục sau của xe vận tải có thể chọn giống nhau (với xe có trục đơn) thiết kế được đơn giản và thuận lợi cho việc thay thế sữa chửa sau này khi chúng hư hỏng.  Còn với các loại xe con và khách cỡ nhỏ, thường có phân bố tải trọng tĩnh lên trục trước và trục sau bằng nhau, do có sự phân bố lại khi phanh nên hệ số phân bố lực phanh K12 lớn hơn hẳn giá trị một (K12 > 1). Vì vậy loại cơ cấu phanh trước/sau thường khác nhau rõ rệt: chẳng hạn nếu dùng kiểu cơ cấu phanh trống guốc thì cơ cấu phanh sau có thể dùng loại một guốc có tính chất tự siết và một guốc có tính tự tách; trong khi cơ cấu phanh trước dùng loại hai guốc đều có tính tự siết; hoặc có thể dùng kiểu cơ cấu phanh khác như cơ cấu phanh đĩa cho cầu trước (còn trục sau thì vẫn dùng cơ cấu phanh kiểu trống guốc). 1.3. Mô-men phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu: Sau khi đã chọn được kiểu/loại cơ cấu phanh hợp lý theo mục 1.2 nêu trên, chúng ta có thể bắt tay tính toán để xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh thiết kế. Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh bao gồm mô-men phanh do cơ cấu phanh tạo ra, cơ cấu ép để tạo lực ép cho cơ cấu phanh. Cách tính mô-men phanh và do đó công thức tính lực ép yêu cầu của cơ cấu ép phụ thuộc vào kiểu/loại cơ Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 7 cấu phanh cụ thể. Vì vậy để xác định lực ép yêu cầu ở mỗi cơ cấu phanh phải xét cụ thể từng kiểu/loại cơ cấu phanh dưới đây. 1.3.1 Cơ cấu phanh trống guốc loại 1 (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh kép và có hai điểm tựa cố định của guốc được bố trí cùng phía): Đây là loại cơ cấu phanh tang trống đơn giản nhất, có tính đối xứng qua mặt phẳng đối xứng thẳng đứng P1 P2 fN2 a về phương diện kết cấu (hình 1.3). rt Tuy nhiên mô-men ma sát được tạo ra N1 N2 fN1 Cụ thể cơ cấu phanh loại 1 có các đặc điểm về kết cấu đáng chú ý: Hình 1.3: Cơ cấu phanh trống loại 1 b bởi các guốc có giá trị khác nhau do tính chất tách/siết của các guốc đối với tang trống phụ thuộc chiều quay của bánh xe. e e + Hai guốc của cơ cấu phanh có điểm tựa tâm quay cố định của guốc được bố trí về cùng một phía đối với cơ cấu phanh (cùng một tâm quay chung phía dưới ở hình 1.3). + Hai guốc sử dụng chung một cơ cấu ép là xy lanh kép (một xy lanh với hai piston thường có cùng đường kính nhưng chiều tác dụng là trái chiều nhau), nên mô-men ma sát do hai guốc tạo ra cho tang trống là khác nhau do tính chất tách/siết mặc dầu lực ép do xy lanh kép tạo ra là giống nhau hoàn toàn. Công thức xác định mô-men ma sát do hai guốc tác dụng lên tang trống khác nhau được xác định như sau. - Với guốc tự siết (lực ép P1 từ piston tạo ra mô-men quay là cùng chiều với chiều quay của tang trống – xem hình 1.3): Mg1 = P1h 1µ A1  µB1 (1.11) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 8 - Với guốc tự tách (lực ép P2 từ piston tạo ra mô-men quay là ngược chiều với chiều quay của tang trống – xem hình 1.3): Mg2 = P2 h 2 µ A 2  µB 2 (1.11b) Vậy mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng mô-men tổng như sau. Mp = P1h 1µ Ph µ  2 2 A1  µB1 A 2  µB 2 (1.12) Trong đó h1, h2 là khoảng cách từ tâm quay của điểm tựa cố định đến phương lực ép tương ứng P1 và P2. Nếu đường kính hai piston trong xy-lanh kép là như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nhau và bằng lực ép P do áp suất dầu trong xy-lanh kép tạo ra cho hai piston như nhau. P=  .D 2xl p xl 4 (1.13) ở đây Dxl là đường kính xy lanh kép, pxl là áp suất dầu phanh trong xy lanh. Trong thiết kế, áp suất dầu phanh trong hệ thống có thể chọn trong khoảng pxl  812[MN/m2]; còn hệ số ma sát có thể chọn   0,300,33. Từ hình 1.3 dễ dàng thấy rằng khoảng cách từ tâm quay của điểm tựa cố định đến phương lực ép P đối với hai guốc là như nhau; tức là h1 = h2 = h = (a+b). Trong tính toán thiết kế có thể chọn h  0,8 đường kính trống phanh (h  0,8Dt). Và nếu hai guốc phanh được gắn các má phanh hoàn toàn giống nhau về phương diện kích thước cũng như kết cấu (xem hình 1.4); và giả sử hai má phanh có qui luật phân bố áp suất như nhau; tức là có A1 = A2 = A và B1 = B2 = B thì mô-men phanh do các guốc phanh của cơ cấu phanh tang trống loại 1 sinh ra được xác định bằng:  1 1    A  µB A  µB   Mp = P.h.µ. (1.14) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 9 hay  2A 2 2  A µ B Mp = P.h.µ. 2 Rõ ràng mô-men phanh do cơ cấu phanh sinh ra Mp phải bằng mô-men phanh yêu cầu đã được xác định ở (1.6) và (1.6b); tức là Mp = Mbxi với chỉ số i = 1 cho cơ cấu phanh cầu trước,    (1.14b) P y a  rt h x và i = 2 cho cơ cấu phanh cầu sau.  Thay các đại lượng từ  s b C (1.14b) bởi (1.6) hoặc (1.6b) ta có công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 1 như sau: P= Hình 1.4: Sơ đồ tính cơ cấu phanh trống-guốc M p A 2  µ 2 B 2  2Ahµ (1.15) trong đó các thông số A và B là các đại lượng đặc trưng cho các thông số kết cấu và qui luật phân bố áp suất trên má phanh của guốc phanh và có thể được xác định theo giả thiết áp suất má phanh phân bố đều: q = const như sau.    1  sin  2  s 2   A = cos    sin  . rt   2  1     2  (1.16) B=1 (1.16b) trong đó các góc 1, 2 là các thông số kết cấu về góc đặt đầu – cuối của tấm ma sát – tính bằng [rad] (xem hình 1.4). Trong tính toán thiết kế, có thể chọn các góc Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 10 1, 2 theo kinh nghiệm sao cho hiệu số (2 - 1)  900  1100. Còn s[m] là khoảng cách từ tâm quay điểm tựa cố định của guốc đến tâm quay bánh xe như được minh họa trên hình vẽ 1.4. Trong tính toán thiết kế, khoảng cách s có thể lấy bằng 0,8 bán kính tang trống rt hoặc tính theo khoảng cách b = s.cos0 với 0 là góc đặt tâm quay điểm tựa cố định của guốc phanh, và b là khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến đường thẳng nối hai tâm quay của hai điểm tựa cố định (xem hình 1.4). Còn góc  là góc đặt của phương hợp lực pháp tuyến khi áp suất phân bố đều và có thể được xác định bằng:     1   2  2 (1.17) 1.3.2 Cơ cấu phanh trống guốc loại 2 (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh đơn và có hai điểm tựa cố định của tâm quay guốc được bố trí khác phía): Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống có tính đối xứng hoàn toàn về phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe (xem hình 1.5). Vì vậy mô-men ma sát của tang trống P1 được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn giống nhau với các đặc a fN2 rt N1 N2 b điểm như sau: + Hai guốc sử dụng hai cơ cấu ép riêng biệt bởi hai xy lanh đơn bố trí về hai phía khác nhau (hình 1.5). fN1 P2 e Hình 1.5: Cơ cấu phanh trống guốc loại 2 + Hai guốc của cơ cấu phanh có tâm quay của điểm tựa cố định được bố trí về hai phía khác nhau (xem hình 1.5). Do tính chất đối xứng đối với tâm quay bánh xe, nên công thức xác định mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống có công thức tính hoàn toàn giống nhau. Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 11 Mg1 = P1h 1µ A1  µB1 (1.18) Mg2 = P2 h 2µ A 2  µB 2 (1.18b) Nếu đường kính hai piston trong hai xy-lanh là như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nhau và bằng lực ép P do áp suất dầu trong xy-lanh tạo ra cho hai piston như nhau (xem công thức 1.13). Và nếu kích thước của hai má phanh trên hai guốc giống nhau (A1 = A2 = A và B1 = B2 = B và h1 = h2) thì mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho trống phanh được xác định đơn giản bằng. Mp = 2. Phµ A  µB (1.19) Suy ra công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 2 như sau: P= M p A  µB (1.20) 2hµ 1.3.3 Cơ cấu phanh trống guốc loại 3 – cường hóa (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh kép và thanh cường hóa): rt N1 a fN2 N2 b diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng (xem hình 1.6). Tuy vậy mô-men ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị tăng lên đáng kể nhờ P2 P1 c Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt, có tính đối xứng về phương fN1 guốc này cường hóa cho guốc Hình 1.6: Cơ cấu phanh trống guốc loại 3 kia mặc dầu các thông số cơ (loại cường hóa) bản của cơ cấu phanh không thay đổi so với hai loại trên. Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 12 Cơ cấu phanh loại 3 này có các đặc điểm như sau. + Đầu trên của hai guốc sử dụng chung một xy lanh kép để tạo lực ép chính cho hai guốc ( hình 1.6). + Đầu dưới của hai guốc được nối với nhau bằng thanh cường hóa tùy động (hình 1.6). + Mỗi guốc của cơ cấu phanh đều có thêm một tâm quay tùy động cùng được bố trí cùng phía với xy lanh kép (khoảng cách c trên hình 1.6). Do tính chất của thanh cường hóa song song với phương lực ép P nên các lực tác dụng lên các guốc là cùng song song nhau (xem hình 1.6). Công thức tính mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống được xác định như sau. + Đối với guốc phía trước (theo chiều quay tiến của bánh xe) ta có:  ab  r0  b  r0  Mg1 = P (1.21) + Đối với guốc phía sau (được cường hóa thêm lực đẩy bởi thanh cường hóa do phản lực tỳ của guốc trước truyền qua thanh cường hóa) ta có: cr  0  Mg2 = M g 1  c  r  0  (1.21b) Trong đó kích thước a, b, c được cho như trên hình 1.6; còn r0 là bán kính vòng tròn cơ sở của lực tổng hợp từ các guốc tác dụng lên trống phanh và được xác định bằng. r0 = ρ µ 1 µ2 (1.22) Với  là hệ số ma sát trượt giữa má phanh và trống phanh; còn  là bán kính của điểm đặt lực tổng hợp của guốc phanh tác dụng lên trống phanh và có thể được xác định như sau: Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 13 rt .   2  1  2    1  sin  2   2  (1.23) cr  0  > 1 nên Mg2 > Mg1 ; hay nói cách khác Từ biểu thức (1.21b) ta có  c  r  0  guốc sau đã được cường hóa thêm một đại lượng so với guốc tự siết phía trước  c  r0  c  r0 một lượng chính bằng Kch =    .  Mô-men phanh tổng cộng do hai guốc tạo ra cho trống phanh kiểu cường hóa được xác định bằng: Mp = Mg1. 1 K ch  Hay (1.24)  ab  r0 1  K ch   b  r0  Mp = P (1.24b) Suy ra công thức tính lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 3 (loại cường hóa) như sau: P= Mp (1.25)  ab   r0 1  K ch  b  r 0    c  r0  c  r0 Ở đây Kch chính là hệ số cường hóa với Kch =    .  1.3.4 Cơ cấu phanh trống guốc loại 4 (loại trống guốc với cam ép): Đây cũng là một loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt, có tính đối xứng về phương diện kết cấu đối với hai guốc qua mặt phẳng đối xứng (xem hình 1.7). Mô-men ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn bằng nhau Mp1 = Mp2 (hai guốc được ép cưỡng bức với cùng hành trình nâng cam làm cho chúng có cùng biến dạng và do đó có cùng áp lực và cùng mô-men ma Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 14 sát). Dĩ nhiên lực ép từ cam ép lên các guốc P1 và P2 là khác nhau do tính chất siết/tách của guốc phụ thuộc vào chiều quay. Cơ cấu phanh loại 4 này có các đặc trưng như sau. P2 P1 + Hai guốc sử dụng chung một cam ép cùng kiểu và hành trình nâng để tạo lực ép a fN2 rt N1 cho hai guốc (xem hình 1.7). N2 của điểm tỳ cùng bố trí về một phía (xem hình 1.7). b + Hai guốc có tâm quay fN1 e Do tính chất bố trí tâm quay của hai điểm tựa cố định e Hình 1.7: Cơ cấu phanh trống guốc loại 4 (loại cam ép) cùng phía nên biểu thức xác định mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống hoàn toàn khác nhau theo tính chất tách/siết mặc dầu kích thước hoàn toàn giống nhau. Mg1 = P1h 1µ A1  µB1 (1.26) Mg2 = P2 h 2 µ A 2  µB 2 (1.26b) Nếu xem các thông số khác là như nhau (A1 = A2 = A và B1 = B2 = B) thì mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng: Mp = 2. P1h 1µ Ph µ  2. 2 2 A  µB A  µB (1.27) Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P1 và P2 đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc với cam ép được xác định như sau: P1 = M p A  µB 2h 1µ (1.28) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 15 P2 = M p A  µB (1.28b) 2h 2 µ Nếu xem h1  h2 thì tỷ lệ giá trị lực ép P1/P2 chính bằng: P1 A  µB  P2 A  µB (1.29) 1.3.5 Cơ cấu phanh kiểu đĩa: Với cơ cấu phanh kiểu đĩa thì việc hình thành mô-men ma sát hoàn toàn tương tự như ly hợp ma sát cơ khí (xem hình 1.8). Mô-men ma sát của đĩa được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn bằng nhau Mp1 = Mp2 nhờ ép bởi hai piston bằng nhau bố trí đối xứng qua đĩa có cùng áp lực dầu. 2  R23  R13   Mg1 = P1µ  2 3  R2  R12  R Do bố trí cơ cấu ép có tính chất đối xứng cả phương diện kết cấu lẫn tính chất tạo lực bởi hai xy-lanh lực nên biểu  thức xác định mô-men ma sát của hai má d phanh tác dụng lên đĩa hoàn toàn bằng dS nhau và được có thể được xác định bằng dR biểu thức quen thuộc như sau: R2 R1 2  R23  R13   3  R22  R12  Mg2 = P2 µ  (1.30b) Nếu xem các lực ép P1 và P2 là như nhau và bằng lực ép P của piston (xem biểu Hình 1.8: Cơ cấu phanh kiểu đĩa thức 1.13) thì mô-men phanh tổng cộng do hai má phanh tạo ra cho đĩa phanh được xác định bằng: 2  R23  R13   Mp = 2Pµ  2 3  R2  R12  (1.31) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 16 Trong đó R2 là đường kính ngoài của đĩa và có thể được xác định tương tự bán kính tang trống (xem mục 1.3.1); còn R1 là bán kính trong của đĩa phanh, chúng có thể được phân tích và chọn theo kinh nghiệm bằng 0,55R2 đến 0,73R2. Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu đĩa được xác định như sau: 3 Mp P= 4 µ  R22  R12 .  3 3  R2  R1    (1.32) 1.4 Tính toán xác định bề rộng má phanh: Bề rộng má phanh sẽ xác định diện tích làm việc của má phanh ép lên tang trống. Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng; điều này nói chung có lợi cho sự mài mòn của tấm ma sát vì diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác dụng trên một đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm trong mỗi lần phanh (mỗi lần phanh diễn ra là một lần quá trình trượt giữa má phanh và tang trống diễn ra mảnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng tang trống cũng như má phanh và các chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng). Tuy vậy bề rộng má phanh không nên tăng lớn quá vì như vậy sẽ làm giảm tính đồng đều của áp lực phân bố theo chiều rộng má phanh, dẫn đến mòn má phanh không đều và giảm hiệu quả phanh. Khi các thông số khác đã được chọn và xác định theo mô-men yêu cầu nêu trên thì bề rộng má phanh sẽ được xác định theo áp suất cho phép [q] hình thành đối với má phanh trong quá trình phanh. + Với kiểu cơ cấu phanh tang trống, bề rộng má phanh b được xác định theo mô-men phanh Mg do mỗi guốc tạo ra cho tang trống như sau: b= Mg q.µ.rt 2  2   1   Mg q.µ.rt 2 (1.33) trong đó rt là bán kính tang trống,  = (2 - 1) là góc ôm của má phanh, còn q[N/m2] là áp suất tác dụng lên má phanh trong quá trình phanh. Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 17 + Với kiểu cơ cấu phanh đĩa, bề rộng má phanh có thể được xác định theo lực ép P tạo ra cho đĩa phanh như sau:  P = Ams .q   R22  R12  2 q (1.34) trong đó R1, R2 là đường kính trong và ngoài của đĩa,  là góc ôm của tấm ma sát theo chu vi hình vành khăn của đĩa – đặc trưng cho bề rộng má phanh của cơ cấu phanh đĩa – tính bằng [rad], còn q là áp suất làm việc trung bình hình thành giữa má phanh và đĩa phanh trong quá trình phanh. Từ (1.33) suy ra góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh kiểu đĩa: = 2P q.R22  R12  (1.35) Nếu thay P theo mô-men phanh Mp từ (1.31) thì bề rộng má phanh  của cơ cấu phanh đĩa có thể được tính theo mô-men phanh của cơ cấu phanh như sau: = Mp 3 2 q.µ.R23  R13  (1.35b) Bề rộng má phanh đĩa tính theo chiều dài cung qua đường kính trung bình. Cc = Rtb. (1.36) Để áp suất phân bố đều trên toàn bộ bề mặt ma sát của đĩa phanh, thì chiều dài cung Cc không nên nhỏ hơn bề rộng hình vành khăn của đĩa ma sát, tức là: Cc  (R2 – R1) (1.37) R 2  R 1  (1.38) Hay   R tb Trong đó Rtb là bán kính trung bình của đĩa ma sát và được xác định bằng: Rtb = 2 R23  R13  3 R22  R12  (1.38b) Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 18 Với các cơ cấu phanh đĩa hiện nay của xe con cũng như xe tải và khách cỡ nhỏ, thì góc ôm má phanh tính theo [độ] nằm trong khoảng 2040o. Còn bề rộng má phanh kiểu cơ cấu phanh guốc b nằm trong khoảng từ 20150[mm] phụ thuộc cỡ xe lớn nhỏ với áp suất làm việc của má phanh không được lớn hơn giá trị cho phép q  [q] = 1,5  2,0 [MN/m2]. 1.5 Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh: 1.5.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng. Kích thước má phanh không chỉ xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng áp suất cho phép [q] đã nêu ở trên nhằm bảo đảm tuổi thọ cho má phanh; mà còn được xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc trong thời gian lâu dài. Bởi vì với cùng áp suất làm việc của má phanh trong quá trình phanh như nhau nhưng tốc độ xe khi bắt đầu phanh càng lớn thì má phanh sẽ càng mau mòn. Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng chính là công ma sát trượt của má phanh trong quá trình phanh tính trên một đơn vị diện tích làm việc của má phanh. Giả sử công ma sát trượt L trong quá trình phanh sẽ thu toàn bộ động năng của ôtô khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là: L= m a v12  v 22  G a v12  2 2g (1.39) Suy ra công trượt riêng là: G a v12 L Lr =  A  2gA  (1.40) Trong đó: ma là khối lượng toàn bộ của ôtô đầy tải khi phanh [kg], Ga là trọng lượng của ôtô [N], v1 là tốc độ ôtô khi bắt đầu phanh [m/s], g là gia tốc trọng trường (g = 9,81[m/s2]), A là tổng diện tích làm việc của các má phanh trong tất cả các cơ cấu phanh [m2]. Diện tích làm việc của mỗi má phanh có thể được xác định như sau: Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 19 + Với cơ cấu phanh đĩa: A = 2.. R22  R12 . (1.41) + Với cơ cấu phanh guốc: A = 2. b.rt . 2   1   2.b.rt . (1.42) Ở đây, góc ôm  đều tính bằng [rad]. Trị số công ma sát riêng tính theo các công thức trên khi bắt đầu phanh với tốc độ trung bình (v1 = vtb = 0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn (v2 = 0) phải nằm trong giới hạn cho phép [Lr] như sau:  Đối với ôtô du lịch: [Lr] = 415[MJ/m2] (1.43)  Đối với ôtô vận tải: [Lr] = 37[MJ/m2] (1.43b) 1.5.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh. Trong quá trình ôtô bị phanh, động năng ôtô bị tiêu tán bởi công ma sát trượt và biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh - trống phanh (hoặc đĩa phanh) và một phần truyền ra môi trường không khí. Tuy nhiên khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, năng lượng nhiệt không kịp truyền ra cho môi trường không khí hoặc truyền ra không đáng kể nên trong tính toán thiết kế, để an toàn về nhiệt chúng ta có thể coi tang trống (hoặc đĩa phanh) nhận hết nhiệt năng này trong quá trình phanh. Vì vậy ta có phương trình cân bằng nhiệt như sau: m a v12  v 22   m p .C.T 2 (1.44) Trong đó: mp là tổng khối lượng của các tang trống (hoặc đĩa phanh); C là nhiệt dung riêng của vật liệu làm tang trống (hoặc đĩa phanh) – đối với thép hoặc gang thì C  500[J/kg] – còn với hợp kim xi-lu-min thì C có thể lấy lên tới 950[J/kg]. Còn T là độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh). Độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh) khi phanh với tốc độ của ôtô v1 = 8,33[m/s] cho đến khi dừng hẳn (v2 = 0) không được vượt quá 150. Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình (khoảng 50% so với tốc độ cực đại) thì độ tăng Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ôtô – Trang: 20 nhiệt độ cũng không được vượt quá 1250. Để ý rằng trong thực tế khi phanh liên tục trên dốc dài thì nhiệt độ của trống phanh có thể vượt quá giới hạn cho phép làm nóng quá mức má phanh, tang trống cũng như dầu dẫn động; có thể dẫn đến mất an toàn hệ thống phanh, gây nguy hiểm cho ôtô. Vì vậy để hổ trợ cho hệ thống phanh chính khi ôtô qua dốc dài mà phải phanh liên tục thì ôtô phải được trang bị thêm hệ thống phanh chậm dần không sử dụng nguyên lý tiêu tán năng lượng bằng ma sát cơ khí như dùng van chắn đường thải động cơ (phanh động cơ), dùng phanh điện từ.v.v... Chú ý 1: Từ bài tóan tính bề rộng má phanh (mục 1.4), bài toán kiểm tra công trượt riêng ở mục 1.5.1 nếu không thỏa mãn giá trị cho phép thì phải tính lại để tăng bề rộng tấm ma sát sao cho thỏa mãn các điều kiện (1.40). Chú ý 2: Cùng với bài toán kiểm tra nhiệt, bài toán tính toán thiết kế bề dày  tang trống (hoặc bề dày đĩa phanh) có thể được suy ra từ công thức khối lượng (1.41) như sau. + Đối với tang trống:    rt     rt 2 .b   .  mt 2 (1.45) + Đối với đĩa phanh:  R22  R12 . .  mt (1.45b) trong đó:  là khối lượng riêng của vật liệu làm tang trống hoặc đĩa phanh. Với gang hoặc thép thì  = 7800[kg/m3]. 2. TÍNH TOÁN ĐIỀU KHIỂN TRUYỀN ĐỘNG PHANH. 2.1 Tính toán điều khiển truyền động phanh dầu. 2.1.1 Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh công tác của cơ cấu ép. Trong truyền động phanh dầu, để tạo ra lực ép cho cơ cấu phanh chúng ta thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh hoặc ép trực tiếp lên đĩa phanh (đối với cơ cấu phanh đĩa). Bộ môn Ôtô & Máy công trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng